设计一台钻镗两用组合机床地液压系统

q=(A1-A2)v1P=p1qp2=p1+Δp加速28502.131.63————恒速20001.831.3314.140.31工进153330.82.850.13～0.640.06～0.31P1=(F’+p2A2)/A1q=A1v2P=p1q快退起动400001.13————P1=(F’+p2A1)/A2q=A2v3P=p1q加速28500.51.71————恒速20000.51.4717.670.49把表2-5中计算结果绘制成工况图，如图2-3所示。图2-3组合机床液压缸工况图3拟定液压系统原理图根据组合机床液压系统的设计任务和工况分析，所设计机床对调速范围、低速稳定性有一定要求，因此速度控制是该机床要解决的主要问题。速度的换接、稳定性和调节是该机床液压系统设计的核心。此外，与所有液压系统的设计要求一样，该组合机床液压系统应尽可能结构简单，成本低，节约能源，工作可靠。3.1速度控制回路的选择工况图2-3表明，所设计组合机床液压系统在整个工作循环过程中所需要的功率较小，系统的效率和发热问题并不突出，因此考虑采用节流调速回路即可。虽然节流调速回路效率低，但适合于小功率场合，而且结构简单、成本低。该机床的进给运动要求有较好的低速稳定性和速度-负载特性，因此有三种速度控制方案可以选择，即进口节流调速、出口节流调速、限压式变量泵加调速阀的容积节流调速。钻镗加工属于连续切削加工，加工过程中切削力变化不大，因此钻削过程中负载变化不大，采用节流阀的节流调速回路即可。但由于在钻头钻入铸件表面及孔被钻通时的瞬间，存在负载突变的可能，因此考虑在工作进给过程中采用具有压差补偿的进口调速阀的调速方式，且在回油路上设置背压阀。由于选定了节流调速方案，所以油路采用开式循环回路，以提高散热效率，防止油液温升过高。3.2换向和速度换接回路的选择所设计多轴钻床液压系统对换向平稳性的要求不高，流量不大，压力不高，所以选用价格较低的电磁换向阀控制换向回路即可。为便于实现差动连接，选用三位五通电磁换向阀。为了调整方便和便于增设液压夹紧支路，应考虑选用Y型中位机能。由前述计算可知，当工作台从快进转为工进时，进入液压缸的流量由14.14L/min降为0.13～0.64L/min，可选二位二通行程换向阀来进行速度换接，以减少速度换接过程中的液压冲击，如图3-1所示。由于工作压力较低，控制阀均用普通滑阀式结构即可。由工进转为快退时，在回路上并联了一个单向阀以实现速度换接。为了控制轴向加工尺寸，提高换向位置精度，采用死挡块加压力继电器的行程终点转换控制。a.换向回路b.速度换接回路图3-1换向和速度切换回路的选择3.3油源的选择最大流量与最小流量之比约为135，而快进所需的时间比工进所需的时间少得多，因此从提高系统效率，节省能量的角度来看，采用单个单个定量泵作为油源显然不适合的，宜采用双泵供油系统，也可选用限压式变量泵作油源。但限压式变量泵结构复杂、成本高，且流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，最后确定选用双联液压泵供油方案，有利于降低能耗和生产成本，如图3-2所示。图3-2双泵供油油源3.4压力控制回路的选择由于采用双泵供油回路，故采用液控顺序阀实现低压大流量泵卸荷，用溢流阀调整高压小流量泵的供油压力。为了便于观察和调整压力，在液压泵的出口处、背压阀和液压缸无杆腔进口处设测压点。将上述所选定的液压回路进行整理归并，并根据需要作必要的修改和调整，最后画出液压系统原理图如图3-3所示。为了解决滑台快进时回油路接通油箱，无法实现液压缸差动连接的问题，必须在回油路上串接一个液控顺序阀7，以阻止油液在快进阶段返回油箱。同时阀8起背压阀的作用。为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳性，图中添置了一个单向阀13。考虑到这台机床用于钻孔（通孔与不通孔）加工，对位置定位精度要求较高，图中增设了一个压力继电器14。当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，压力继电器发出快退信号，操纵电液换向阀换向。在进油路上设有压力表开关和压力表，钻孔行程终点定位精度不高，采用行行程开关控制即可。3-3(a)液压工作循环图3-3(b)电磁铁和阀的动作图图3-3(c)液压系统原理图1—双联叶片泵2—三位五通电液阀3—行程阀4—调速阀5、6、10、13—单向阀7—顺序阀8—背压阀9—溢流阀11—过滤器12—压力开关14—压力继电器4液压元件的选择本设计所使用液压元件均为标准液压元件，因此只需确定各液压元件的主要参数和规格，然后根据现有的液压元件产品进行选择即可。4.1确定液压泵和电机规格4.1.1计算液压泵的最大工作压力由于本设计采用双泵供油方式，根据图2-3液压系统的工况图，大流量液压泵只需在快进和快退阶段向液压缸供油，因此大流量泵工作压力较低。小流量液压泵在快速运动和工进时都向液压缸供油，而液压缸在工进时工作压力最大，因此对大流量液压泵和小流量液压泵的工作压力分别进行计算。根据液压泵的最大工作压力计算方法，液压泵的最大工作压力可表示为液压缸最大工作压力与液压泵到液压缸之间压力损失之和。对于调速阀进口节流调速回路，选取进油路上的总压力损失，同时考虑到压力继电器的可靠动作要求压力继电器动作压力与最大工作压力的压差为0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力可估算为大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，图2-3表明，快退时液压缸中的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为0.5MPa，则大流量泵的最高工作压力为：4.1.2计算总流量表2-5表明，在整个工作循环过程中，液压油源应向液压缸提供的最大流量出现在快退工作阶段，为17.67L/min，若整个回路中总的泄漏量按液压缸输入流量的10%计算，则液压油源所需提供的总流量为：工作进给时，液压缸所需流量约为1.9L/min，但由于要考虑溢流阀的最小稳定溢流量3L/min，故小流量泵的供油量最少应为4.9L/min。据据以上液压油源最大工作压力和总流量的计算数值，查阅液压设计手册，确定PV2R型双联叶片泵能够满足上述设计要求，因此选取PV2R126/26型双联叶片泵，其中小泵的排量为6mL/r，大泵的排量为26mL/r，若取液压泵的容积效率=0.9，则当泵的转速=940r/min时，小泵的输出流量为qp小=69400.9/1000=5.076L/min该流量能够满足液压缸工进速度的需要。大泵的输出流量为qp大=26*940*0.9/1000=22.00L/min双泵供油的实际输出流量为该流量能够满足液压缸快速动作的需要。液压泵参数如表4-1所示。表4-1液压泵参数元件名称估计流量规格额定流量额定压力MPa型号双联叶片泵—(5.1+22)最高工作压力为21MPaPV2R12-6/264.1.3电机的选择由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作压力为2.39MPa，流量为27.1L/min。取泵的总效率，则液压泵驱动电动机所需的功率为：根据上述功率计算数据，按JB/T9616-1999，此系统选取Y100L-6型电动机，其额定功率，额定转速。4.2阀类元件和辅助元件的选择图3-3液压系统原理图中包括调速阀、换向阀、单项阀等阀类元件以及滤油器、空气滤清器等辅助元件。4.2.1．阀类元件的选择根据上述流量及压力计算结果，对图3-3初步拟定的液压系统原理图中各种阀类元件及辅助元件进行选择。其中调速阀的选择应考虑使调速阀的最小稳定流量应小于液压缸工进所需流量。通过图3-3中4个单向阀的额定流量是各不相同的，因此最好选用不同规格的单向阀。图3-3中溢流阀9、背压阀8和顺序阀7的选择可根据调定压力和流经阀的额定流量来选择阀的型式和规格，其中溢流阀2的作用是调定工作进给过程中小流量液压泵的供油压力，因此该阀应选择先导式溢流阀，连接在大流量液压泵出口处的顺序阀7用于使大流量液压泵卸荷，因此应选择外控式。背压阀8的作用是实现液压缸快进和工进的切换，同时在工进过程中做背压阀，因此采用内控式顺序阀。最后本设计所选择方案如表4-2所示，表中给出了各种液压阀的型号及技术参数。表4-2阀类元件的选择序号元件名称通过的最大流量q/L/min规格型号额定流量qn/L/min额定压力Pn/MPa额定压降∆Pn/MPa1双联叶片泵—PV2R12-6/265.1/22*16—2三位五通电液换向阀5035DY—E10B8016<0.53行程阀60AXQF-E10B6316<0.34调速阀<1AXQF-E10B0.07~5016—5单向阀60AXQF-E10B63160.26单向阀25AF3-Ea10B63160.27液控顺序阀22YF3—E10B63160.38背压阀0.3YF3—E10B6316—9溢流阀5.1YF3—E10B6316—10单向阀26AF3-Ea10B63160.211滤油器30XU—63×80-J36160.0212压力表开关—KF3-E3B———13单向阀60AF3-Ea10B63160.214压力继电器—HED1KA/10—10—4.3油管的选择图3-3中各元件间连接管道的规格可根据元件接口处尺寸来决定，液压缸进、出油管的规格可按照输入、排出油液的最大流量进行计算。由于液压泵具体选定之后液压缸在各个阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以应对液压缸进油和出油连接管路重新进行计算，如表4-3所示。表4-3液压缸的进、出油流量和运动速度流量、速度快进工进快退输入流量排出流量运动速度根据表4-3中数值，当油液在压力管中流速取3m/s时，可算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为：，因此与液压缸相连的两根油管可以按照标准GB/T2351-2005选用公称通径为和的无缝钢管或高压软管。如果液压缸采用缸筒固定式，则两根连接管采用无缝钢管连接在液压缸缸筒上即可。如果液压缸采用活塞杆固定式，则与液压缸相连的两根油管可以采用无缝钢管连接在液压缸活塞杆上或采用高压软管连接在缸筒上。4.4油箱的设计4.4.1油箱长宽高的确定油箱的主要用途是贮存油液，同时也起到散热的作用，参考相关文献及设计资料，油箱的设计可先根据液压泵的额定流量按照经验计算方法计算油箱的体积，然后再根据散热要求对油箱的容积进行校核。油箱中能够容纳的油液容积按JB/T7938—1999标准估算，取时，求得其容积为按JB/T7938—1999规定，取标准值V=250L。依据如果取油箱内长l1、宽w1、高h1比例为3：2：1，可得长为：=1107mm，宽=738mm，高为=369mm。对于分离式油箱采用普通钢板焊接即可，钢板的厚度分别为：油箱箱壁厚3mm，隔板的厚度3mm,箱底厚度5mm，因为箱盖上需要安装其他液压元件，因此箱盖厚度取为10mm。为了易于散热和便于对油箱进行搬移及维护保养，取箱底离地的距离为160mm。因此，油箱基体的总长总宽总高为：长为：宽为：高为：为了更好的清洗油箱，取油箱底面倾斜角度为。4.4.2各种油管的尺寸油箱上回油管直径可根据前述液压缸进、出油管直径进行选取，上述油管的最大内径为20mm，外径取为28mm。泄漏油管的尺寸远小于回油管尺寸，可按照各顺序阀或液压泵等元件上泄漏油口的尺寸进行选取。油箱上吸油管的尺寸可根据液压泵流量和管中允许的最大流速进行计算。取吸油管中油液的流速为1m/s。可得：液压泵的吸油管径应尽可能选择较大的尺寸，以防止液压泵内气穴的发生。因此根据上述数据，按照标准取公称直径为d=28mm，外径为35mm。5验算液压系统性能5.1验算系统压力损失滑台在快进、工进和快退工况下的压力损失计算如下：1．快进滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接。由表8和表9可知，进油路上油液通过单向阀10的流量是22L/min，通过电液换向阀2的流量是27.1L/min，然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量51.24L/min通过行程阀3并进入无杆腔。由此进油路上的总压降为：此值不大，不会使压力阀开启，帮能确保两个泵的流量全部进入液压缸。在回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀2和单向阀6的流量都是28.44L/min，然后与液压泵的供油合并，经行程阀3流入无杆腔。由此可算出快进时有杆腔压力与无杆腔压力之差。此值小于原估计值0.5MPa(见表2-5)，所以是安全的。2．工进滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀2、调速阀4进入液压缸无杆腔，在调速阀4处的压力损失为0.5MPa。在回油路上，油液通过电液换向阀2、背压阀8和大流量泵的卸荷油液一起经液控顺序阀7返回油箱，在背压阀8处的压力损失为0.5MPa。通过顺序阀7的流量为（0.25+22）=22.25L/min，因此这时液压缸回油腔的压力为：可见，此值略小于原估计值0.8MPa。故可按表2-5中公式重新计算工进时液压缸进油腔压力，即此值与表2-5中数值2.85MPa相近。考虑到压力继电器的可靠动作要求压差pe=0.5MPa，故溢流阀9的调压应为：3．快退滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀10为22L/min电液换向阀2为27.1L/min进入液压缸有杆腔。在回油路上，油液通过单向阀5、电液换向阀2和单向阀13返回油箱，流量都为57.52L/min在进油路上总的压降为此值远小于估计值，因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。在回油路上总的压降为此值与表2-5的数值基本相符，故不必重算。所以，快退时液压泵的最大工作压力应为此值是调整液控顺序阀7的调整压力的主要参考数据。5.2验算系统发热与温升由于工进在整个工作循环中占95%，所以系统的发热与温升可按工进工况来计算。液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率由此可计算出系统的发热功率为按式计算工进时系统中的油液温升，即

油温在允许范围内，油箱散热面积符合要求，不必设置冷却器。6设计总结经过五天紧张的课程设计，终于体会设计并非自己想的那么简单，比如说，设计原理图时，里面的每一个零件，我们设计时必需得按标准进行设计，最后才能符合要求。四天的课程设计，让我深深的知道了从事设计工作的艰辛，它要求从事设计工作的人一定得要有很好的耐性，并且要有足够的细心，因为设计过程中我们要对数据不断的计算，对计算结果不断的修改，这需要耐心。更需要有足够的细心，因为稍有不慎，就会造成结果的极大的错误。造成很大的失误。让我们不得不重新再来。因此，我觉得我们有必要从现在就开始培养这样一种耐心的工作态度，细心的工作作风，以便以后更快的进入到工作中，避免不必要的错